某内燃动力包柴油发电机组双层隔振系统设计及评价分析初探

对某内燃动力包柴油发电机组双层隔振系统进行了研究分析.根据边界条件、约束条件及变量等因素,确定了双层隔振系统隔振器的刚度分组及隔振器的三向刚度比例关系,得到了双层隔振系统隔振器的刚度结果.根据此刚度计算出了机组及框架的振动烈度和动反力,结果表明系统的隔振性能较好,能满足工程要求.由于隔振器生产工艺误差,在原始刚度基础上进行了±15%的误差分析.从传递率曲线上可知,系统在各刚度方案工况下有效避开了41 Hz以上的倾倒力矩简谐成分,同时也避开了柴油机额定转速频率激励成分,系统不发生共振,此刚度设计合理.     

列车用柴油发电机组隔振系统隔振性能分析

针对某型出口动车采用的具有双层隔振系统的柴油发电机组和车体间的隔振问题进行了研究,首先建立了机组双层隔振系统的振动传递模型和隔振性能评估表达式,然后按照柴油发电机组在列车上的安装方式,将其安装在固定于地面的基础台架上,对3种不同的隔振刚度条件进行了隔振性能试验,给出了不同刚度工况下隔振性能随机组转速的变化规律,其结果可为机组隔振系统性能研究和设计提供参考.     

某柴油发电机组双层隔振系统振动特性分析

利用Matlab工具箱编写程序对MTU16V396TC53柴油发电机组的双层隔振系统进行计算,分析了采用不同中间质量、钟状罩刚度、上下减震器的刚度及减振器阻尼系数等对隔振效果的影响,为该机组的隔振器选用提供参考依据.     

一种计算全三维功率流的新型有限元方法

功率流矩阵传递分析法对复杂隔振系统的分析存在很大的困难,有限元动态分析却可以解决绝大多数结构的振动问题.本文将机械阻抗融入有限元,提出了一种全三维的功率流计算新方法.并应用此方法,基于双层隔振系统模型,分析了上下层隔振器刚度、上下层隔振器阻尼及基座刚度对功率流传递的影响,提出了一些有用的结论.     

隔振抗冲击系统组合优化设计方法

研究了隔振和抗冲击的组合优化设计问题.指出连续性设计思想的弊端,提出组合优化设计方法并建立了系统模型;分析了冲击隔离系统的极限性能及2种实现方法,一种是采用较大阻尼的单个线性元件;一种为无阻尼的多个线性刚度元件.仿真和试验结果表明:在缓冲器的刚度远大于隔振器的刚度时,具有线性刚度和阻尼的缓冲元件最佳阻尼比为0.4的结论仍然成立;通过结构优化设计.无阻尼线性元件同样能够实现性能最优化.     

柔性双层隔振系统振动能量解耦方法及应用

为解决难以利用能量解耦法设计柔性双层隔振系统的问题,提出一种能够表示柔性设备和中间质量弹性模态特点的多自由度模型;基于该模型,提出采用广义弹性力对柔性隔振系统进行解耦的方法,并推广到柔性结构中;以某内燃动车动力总成双层隔振系统为例,基于所提方法探讨了构架弹性模态下刚体振动与弹性振动的耦合情况;最后通过振动实验台验证了该方法的有效性.研究结果表明：机组一级隔振系统垂向频率从12 Hz降低到8 Hz后,系统所有模态频率均得到不同幅度的下降,前两阶刚体振动模态频率下降最明显,分别下降50.00%和49.98%;构架弹性模态频率比机组弹性模态频率更低,影响更大,构架弹性模态频率下降8.32%,机组弹性模态频率下降0.80%;在构架弹性振动模态振动中,构架弹性振动能量所占比例提高14.88%,刚体振动能量所占比例降低90.64%,降低一级隔振系统垂向频率能够提高振动解耦效果,减少振动传递.     

隔振系统混沌控制的研究与实践

简述了线性隔振的机理;回顾了混沌控制的国内外研究现状;提出了通过控制非线性隔振系统的混沌状态来控制其隔振特性的研究思路;给出了一夺研究实践结果,即：具有第二气室的活塞－气缸式空气弹簧隔振器机理与设计,采用辅助顶杆的分频隔振实践,基于脉冲激励的系统隔振特性测定方法。     

磁流变阻尼器半主动隔振系统试验研究

介绍了对磁流变阻尼器的特性试验和将阻尼器用于隔振系统的被动与半主动控制试验。试验结果表明,阻尼力与速度之间复杂滞后环与位移激励频率、幅值和励磁电流密切相关,并呈现出一定的变化规律;被动隔振效果随励磁电流变化规律类似线性阻尼的情形,并且有调节刚度的效应;半主动控制在系统共振点附近的隔振效果优于被动隔振,但在较高频段没有优势;半主动隔振数控采样频率越低,隔振效果越差,在高频段效果劣化较明显。     

动力设备弹簧板-橡胶隔振系统设计与动态特性

针对某动力设备工作过程中产生的振动冲击现象,构建该动力设备振动系统的数学模型,计算其工作过程中对地面产生的冲击激励。设计新型弹簧板-橡胶层叠式隔振系统;利用橡胶材料的非线性、橡胶块与弹簧板之间的接触耦合关系,构建弹簧板-橡胶层叠式隔振系统的非线性有限元仿真模型。仿真结果表明:在载荷的作用下,隔振系统的最大变形量为12.73 mm,最大应力为280.80 MPa,地面基础的振幅由原来的2.380 mm衰减到0.386 mm,衰减了83.78%。该研究成果为层叠式隔振系统的设计研发提供了理论基础和技术支撑。     

聚氨酯泡沫塑料振动性能的试验研究

设计了泡沫塑料隔振材料振动特性试验装置,对一种增强型聚氨酯泡沫塑料隔振材料进行了试验.试验 结果表明,泡沫塑料隔振材料的振动特性不仅与振幅有关,还与振动频率有关;恢复力同时受频率和振幅的影 响,并与变形历史有关,具有非线性滞后特性;在振动情况下运动中泡沫塑料表现出动刚度非线性和阻尼非线性 的特性,变化十分复杂.      

浮置板下声子晶体隔振器带隙特性研究

为了提升浮置板轨道的减振效果,阻碍浮置板垂向振动能量向轨下基底的传播,提出了一种基于声子晶体局域共振机理的浮置板轨道隔振器. 运用有限元方法研究了声子晶体隔振器的局域共振带隙特性,并验证了带隙频率范围内声子晶体隔振器对振动的抑制作用;计算了声子晶体隔振器的垂向刚度,建立了三维声子晶体隔振器浮置板轨道有限元模型;计算了整体结构的力传递率与基础加速度响应,并与传统钢弹簧浮置板的计算结果进行了对比. 研究结果表明,声子晶体隔振器存在声子晶体局域共振带隙,对50～150 Hz频带内的振动有抑制作用;声子晶体隔振器与传统钢弹簧垂向静刚度相近,均为6.0 kN/mm;保留了钢弹簧浮置板轨道的低固有频率隔振性能,并且在50～120 Hz频带具有带隙抑制特性,在51 Hz附近力传递率可减小10 dB左右;基础加速度响应在51～150 Hz频带内明显小于普通钢弹簧浮置板轨道,其中51～60 Hz频带内基础加速度相比钢弹簧浮置板轨道减小30%左右. 因此声子晶体隔振器有助于提高浮置板轨道的减振性能.      

基于振动能量的内燃动车组柴油机组振动烈度分析

车载设备的振动水平不仅影响设备安全可靠运转,也影响周围环境的振动噪声．降低车辆的乘坐舒适度．为研究设备振动水平,本文建立了单自由度系统振动模型,分析了单自由度振动系统的振动能量特征．借鉴基于振动速度的振动烈度评价方法,推导了基于振动能量的等效振动速度的振动烈度公式,并采用基于振动速度和基于振动能量的两种方法,分别评价了某型内燃动车组（DMU）动力包的柴油机组振动烈度．结果表明：机组的振动烈度均随运转速度呈递增趋势,基于振动能量的振动烈度评价方法更能全面反映机组的振动水平和动态特性,为评估车载设备振动水平提供了新的评价方法．     

车下弹性吊挂设备悬挂刚度选取方法

以车体低阶弹性振动、刚体振动和设备有源振动为输入, 提出了一种能够快速、简便确定弹性设备悬挂刚度的方法;在充分考虑吊挂设备各个方向上可能出现耦合振动、设备安装间隙、允许最大振动位移等因素的前提下, 推导了任意悬挂方式吊挂设备的刚体振动频率计算公式;给出了车下弹性吊挂设备悬挂刚度的选取方法与分析流程;以某动车组为例, 建立了车体与动力包的耦合振动分析模型, 计算得到了动力包的点头、摇头、浮沉、侧滚等刚体振动频率和三向悬挂刚度的取值范围, 并对比了动力包悬挂刚度理论计算结果与有限元结果。研究结果表明:在已知车体或吊挂设备基本参数的前提下, 采用提出的方法无需通过复杂的动力学建模分析即可计算出其点头、摇头、浮沉、侧滚等刚体振动频率, 与有限元计算结果相比, 刚体振动频率的最大相对误差为6.88%;计算所得动力包刚体振动频率与车体对应振动频率的比值均有效避开了耦合区间[0.750, 1.414], 因此, 采用提出的方法可快速、准确地确定吊挂设备的刚度范围, 从而避免设备与车体之间的共振。      

准零刚度隔振系统倍周期分岔研究

针对船舶机械隔振系统的特点,建立了准零刚度隔振系统动力学方程.运用谐波平衡法对系统的幅频特性及系统变分方程的稳定性进行了分析,从而得到了系统倍周期分岔点,运用延拓法得到了系统随激励力及准零刚度系统阻尼变化时的倍周期分岔规律.     

高速列车牵引变压器悬挂参数动态优化设计

为了优化牵引变压器悬挂参数, 建立了车辆设备21自由度刚柔耦合系统模型, 并基于新型快速显式数值积分法求解了车辆和牵引变压器的振动响应; 计算了车辆系统在不同速度等级下的舒适度指标和设备振动烈度, 确定了变压器最优悬挂频率; 建立了变压器数学模型与车辆设备刚柔耦合模型, 结合最优悬挂频率、振动烈度、舒适度指标、隔振器动态作用力以及变压器悬挂模态与车辆地板局部模态匹配指标对隔振器参数在动态条件下进行多目标优化, 计算了牵引变压器隔振器最优参数。研究结果表明: 当牵引变压器悬挂频率比为0.82~0.98时, 车辆舒适度低于2, 设备振动烈度低于4.5mm·s-1, 满足相关规范要求; 经过优化最终确定第1组隔振器垂向刚度、三组隔振器刚度比、每组隔振器三向刚度比分别为2 142N·mm-1、1∶1.3∶2.5、1.7∶0.5∶1, 与变压器原始悬挂方案相比优化后变压器振动烈度最大降低42% (在速度高于200km·h-1条件下), 车辆一位端、中部、二位端舒适度指标平均提升3.53%、3.45%、2.01%, 第1、4隔振器垂向作用力平均降低13.3%, 第2、5隔振器垂向作用力平均降低3.8%, 第3、6隔振器垂向作用力平均降低20.9%。可见, 优化后车辆舒适度、设备振动烈度和隔振器垂向动态作用力均有较好改善。      

非线性吸振器刚度调整策略研究

具有自适应能力的线性吸振器,由于其自然频率能跟踪外激励频率的变化而受到广泛研究,但所设计出的吸振器通常具有非线性刚度,为了简化分析,往往对非线性系统进行线化,这并不完全符合非线性吸振器的特征.文中对附加Duffing类非线性吸振器的振动系统进行了建模和分析,根据谐波平衡法找出了主系统基频的反共振点,得到了非线性吸振器刚度调整的策略.通过仿真分析了多种因素对基于该刚度调整策略下的主系统减振效果的影响.结果表明:吸振器的吸振效果受到了非线性的影响,但是通过合理的刚度调整策略,仍然可以使主系统在较宽的频域内保持良好的减振效果.     

柴油发电机组限位器冲击试验研究

某弹性安装的柴油发电机组运转时受到了冲击作用,测试了其加速度响应。实测信号是自身运转振动和冲击响应的综合。采用小波分解重构和小波阈值降噪方法分离冲击响应,结果表明冲击信号主要由2部分构成：（1）低频衰减正弦信号,是由底座冲击经过隔振器后传递到柴油机的响应;（2）频率成分复杂的信号,是限位器造成的冲击。计算了限位器冲击信号的冲击响应谱。     

浮置板轨道减振垫的刚度测试与评价

为了科学测试与评价浮置板轨道减振垫刚度,为浮置板轨道静动力学特性分析提供准确的计算参数,通过有限元仿真计算减振垫测试样品的荷载施加范围,应用配备温度箱的力学试验机并结合温频等效原理测试了减振垫静刚度以及5.0、10.0、20.0、30.0 Hz频率下的动刚度;在得到减振垫准确力学参数的基础上,对比分析了采用传统4.0 Hz参数与真实频变参数对浮置板轨道固有频率以及导纳特性的影响. 研究结果表明:浮置板轨道变形、静力学分析以及底座板弯曲变形应分别采用3种不同荷载范围下的静刚度;浮置板轨道调谐频率,安全性以及减振效果应分别采用3种不同预压条件下的动刚度;无（有）车载条件下聚氨酯减振垫4.0 Hz参数得到的浮置板固有频率为27.0 Hz （15.5 Hz）,而考虑频变刚度的真实固有频率为31.5 Hz （18.3 Hz）;采用4.0 Hz减振垫参数分析浮置板振动传递特性将会低估浮置板轨道固有频率,高估隔振频带及隔振效果;当采用浮置板轨道真实一阶固有频率对应的减振垫参数,其导纳计算结果与考虑减振垫真实频变特性基本一致.      

复合材料传动轴的弯曲振动分析

为改善直升机传动轴的动力学特性,研究了非惯性系下复合材料传动轴的弯曲振动问题.根据质心运动定理导出了非惯性系下两端支承的倾斜纤维增强复合材料传动轴的弯曲振动方程,用Galerkin法求得方程的解.在此基础上,分析了质量偏心、阻尼、惯性力和重力对振幅的影响.研究表明：复合材料传动轴比钢、铝合金传动轴同阶弯曲固有频率大,相邻阶之间不产生共振的频率范围大、静挠度小、振幅小.惯性力不变时,传动轴的最大横向位移等于惯性力和重力产生的静挠度与质量偏心产生的动挠度幅值之和;惯性力变化时,传动轴产生动挠度.     

Structure-borne sound attenuation at corner interface with dynamic vibration absorber attached

Structure-borne sound attenuation at corner interface of two plates with dynamic vibration absorber attached is investigated by wave approach. Equations governing transmission and reflection coefficients are deduced by introducing some non-dimensional coefficients, which help to reveal the physical sense inside and to simplify the analysis. Numerical investigation on vibration energy transmission of bending wave is carried out as well. The results from measurement and prediction show almost the same trends in the simplified experiment. It is found that energy transmission at corner interface depends greatly on whether the dynamic vibration absorber attached acts at resonance and is relatively lower right after the nature frequency of dynamic vibration absorber. Furthermore, the dynamic vibration absorber attached provides less energy transmission of bending wave than blocking mass at the end of “passing band”.